畢業設計-自行車變速系統的設計(編輯修改稿)

　

【文章內容簡介】 。 運動計算的設計 。 ，校合。 中北大學 2021 屆畢業設計說明書 第 4 頁 共 28 頁 3 自行車鏈條的設計 自行車鏈條的特點及主要的失效形式 自行車鏈條的特點 自行車鏈傳動屬于滾子鏈中的單排鏈 ,具有中間撓性體的嚙合運動，由裝在平行軸上的主，從動鏈輪和繞在鏈輪上的環形鏈條所組成，通過鏈與鏈輪的嚙合來傳遞運動和動力。鏈傳動是一種廣泛應用的機械傳動形式，通常使用于軸距較大的場 合。 鏈傳動同時兼有帶傳動和嚙合傳動的特點。與單純的帶傳動相比，鏈傳動不存在彈性滑動和打滑現象，能夠保持準確的平均傳動比；鏈傳動結構尺寸比較緊湊，而且不需要很大的初拉力，作用于軸上的載荷較小；鏈傳動傳動能力較大，且傳動效率高（可達95%以上）。而與單純的嚙合傳動相比，鏈傳動又具有明顯的吸收和緩沖震動的傳動效果；其結果相對簡單，安裝精度要求較低，制造成本相對低廉；容易實現較大中心距的傳動。 鏈傳動具有傳動功率大，傳動中心距大，結構簡單，制造和使用精度要求不高，成本低等突出優點，能夠在高溫，多塵，油污等惡劣環境 中工作。同時也存在瞬時傳動比不恒定，傳動中產生沖擊和噪聲，高速傳動平穩性較差，只能使用于平行軸間傳動等缺點，不宜使用于高速和載荷變化較大等場合。一般情況下鏈傳動適用于傳遞功 率P=100kw,鏈速 v=15m/s,傳動比 i=7 的工況。 自行車鏈傳動的主要失效形式有： (1)鏈板疲勞破壞鏈在松邊拉力和緊邊拉力的反復作用下，經過一定的循環次數，鏈板會發生疲勞破壞。正常潤滑條件下，鏈板疲勞強度是限定鏈傳動承載能力的主要因素。 (2)滾子、套筒的沖擊疲勞破壞鏈傳動的嚙入沖擊首先由滾子和套筒承受。在反 復多次的沖擊下，經過一定循環次數，滾子、套筒可能會發生沖擊疲勞破壞。這種失效形式多發生于中、高速閉式鏈傳動中。 (3)銷軸與套筒的膠合潤滑不當或速度過高時，銷軸和套筒的工作表面會發生膠合。膠合限定了鏈傳動的極限轉速。 (4)鏈條鉸鏈磨損鉸鏈磨損后鏈節變長，容易引起跳齒或脫鏈。開式傳動、環境條件惡劣或潤滑密封不良時，極易引起鉸鏈磨損，從而急劇降低鏈條的使用壽命。 (5)過載拉斷這種拉斷常發生于低速重載的傳動中。 中北大學 2021 屆畢業設計說明書 第 5 頁 共 28 頁 鏈條的各參數的確定： 根據 QB/T 171693 選擇 自行車鏈條 1/2179。 3/32， QB/T 171693（因鏈條必須符合變速要求） 參數為 P=,b2≤ ,b1≥ ,d1=Φ , 根據 P=,內鏈節內寬不小于 。查《機械設計手冊》 [6]，對應有： b1=,b2=,d1= d2=,h2=。 確定零件材料及熱處理工藝： 表 零件熱處理工藝表 零件名 材料 熱處理工藝 銷軸 45鋼 淬火 +回火 外片 低碳鋼盤條 淬火 +回火 滾子 45鋼 滲碳 +淬火 +回火 內片 45鋼 滲碳 +淬火 +回火 中北大學 2021 屆畢業設計說明書 第 6 頁 共 28 頁 4 后撥鏈器的設計 后撥鏈器的特點 撥鏈器是改變鏈條在多級鏈輪或多級飛輪上的位置 ,使之獲得不同的傳動比的機構。撥鏈器同樣分為前撥鏈器和后撥鏈器。 后撥鏈器是改變鏈條在多級飛輪上位置的機構。它要求能調速快捷，順暢，沒有噪音。一般地講，后撥鏈器可分為高速定位式和低速定位式及其它。（注：固定在自行車的鋼繩處于松弛狀態，即撥鏈器扭簧復位時撥鏈器的變速位置位于最低速齒片的稱低速定位式。反之為高速定位式；其它的為無變速彈簧，復位是無特定位置的撥鏈器）后撥鏈器一般分為三 個部分：（一）連接組：由外連接板和內連接板組成，內有導彈簧以保證以保證復位及保證具有穩定的行程。外連接板上有低位限塊及聯結緊繩螺栓用的通孔。內連接板連接有高位限快。連接組是后撥鏈器中極為重要的部分，關系到能否提供穩定，精確的行程，具有良好的變速性能的要求。（二）折片組：折片組由折片，定位螺母，后座軸，后座，后座扭簧等零件組成，其中，折片連接在后叉頭處。（三）導輪組：導輪組是利用扭簧、張緊輪、導輪、內外導板、下座軸、下座扭簧等組成，主要利用扭簧和導輪來保證鏈條不發生掉鏈的現象。 后撥鏈器材料的選用 為保證產品的質量，同時考慮到節約成本的要求，在不承載力或不承載彈簧拉力的一些零件宜采用塑件材料，在一些零件表面復雜的零件，也宜采用以尼龍為主的塑料材料。對于內連接板和外連接板，選用以冷壓鋼材為主的材料，選用 ZQ235。對于彈簧，選用 65Mn 鋼。 后撥鏈器的設計條件 調速范圍： 7 速 高位時（初位），導輪中心線在 14 齒的正下方。 低位時（高位），導輪中心線在 27 齒的正下方。 對應的飛輪各齒間間距： 根據多年來的設計開發經驗，飛輪各齒間的間距已確定。其中 76 間距為 ；65 間距為 ； 54 間距為 ； 43 間距為 ； 32 間距為 ； 21中北大學 2021 屆畢業設計說明書 第 7 頁 共 28 頁 間距為 。這就要求后撥鏈器的行程也與之相等，以保證精確的調速。 變速性能： (1)鏈輪靜止調速時，在鏈輪轉動 270176。以內，調速完成。 (2)鏈輪轉動調速時 , 在鏈輪轉動 180176。以內，調速完成。 彈簧和后撥鏈器的設計須滿足的條件 : ： (1)導彈簧 :工作 30000 次以上。 (2)前后扭簧 :30000 以上 [6]。 條，鏈條發生碰撞。在可能的情況下，盡量使導輪到飛輪齒的間隙最小，以便于變速更順暢。 在設計內外防塵板時，應保證鏈條與其不發生摩擦，同時考慮小巧的特點。 后撥鏈器的整體的裝配 須考慮每個零件的尺寸，不可發生干擾。同時還要考慮后座軸及前座軸的強度是否足夠，通過結構的設計使得產品滿足外表美觀的要求。特別注意的是通過實驗，對彈簧，鉚釘，螺栓進行耐久力和強度實驗。使產品滿足客戶的要求。 連接組的設計 機構的設計 內外連接組的長度和寬度直接決定后變速器每個檔位的行程，它在每個檔位的 行程必須等于飛輪的相應齒片間的距離，同時也等于變速手柄在每個檔位的行程乘以鋼線的行程效率。根據各級齒片的間隙以及變速手柄的有效行程， 在 CAD 上 完成連接組的機構設計。考慮到整個后撥鏈器的游隙度應盡量小，所以連接組的寬度應在滿足導彈簧的裝配的情況下保持最小。 導彈簧的設計 （該設計的方法及所有的公式均引用于《機械設計手冊》 [1][3][6]） 設計條件：設計一圓柱形拉伸彈簧，載荷平穩，要求 Fmax=177。 ， λ max=35mm,彈簧總的工作數 10000 次，外徑 D≤ 15mm,長度 H0≤ 45mm。 ：由彈簧的工作條件可知，對材料無特殊要求，現選用 B 組碳素彈簧鋼絲。因彈簧工作數等于 10000 次，故［τ］ = b d: 中北大學 2021 屆畢業設計說明書 第 8 頁 共 28 頁 1)選擇旋轉比 C,取 C= 9 2)估 D2′按 D≤ 15mm,D19mm,取 D2′ =1 1 10mm 3)初算彈簧絲直徑 d′ d′ =D2′ /C 4)計算曲度系數 K K= 44 14 ??CC + [8] 表 計算結果參數表 計算結果 C 6 7 8 9 D2′ 12 11 10 12 d′ 2 K σ B 1600 1800 1700 2021 ［τ］ 720 810 765 900 d 5)計算彈簧絲許用切應力 ［τ］ = b[8] 6)計算彈簧絲直徑 d≥ ［ τ ］m ax/KCF [8] 因方案 2 中 d 與 d′相差很多，故予舍棄。 度 1）工作圈數 n=GDλ max/18RFmaxC3 [8] G 取 80000， D 取 12mm,λ max=35mm,C= 9 當 C=8 時 n=≈ 23, 當 C=9 時 n=≈ 11 2)節距 t= 3)自由高度 H0≈ nt+? 2179。 D2179。 d 當 C=8 時 ,H0=。當 C=9 時 , H0= 中北大學 2021 屆畢業設計說明書 第 9 頁 共 28 頁 因為方案 3 中的 H0= 大于 ,故予舍棄。 尺寸的確定 彈簧外徑 D=D2+d=12+= 彈簧內徑 D1=D2d== 彈簧絲展開長度 L=π d2n1/COSα [8]=179。 12179。 11/COS5176。 =416mm 最大循環工作應力：τ max= 328dKDπ Fmax[8] = ??? 179。 = τ min= 328dKDπ Fmin [8] 其中 Fmin=179。 Fmax+F0 =179。 Fmax+Fmin/3 =179。 Fmax+ ?F =179。 + = ∴τ min= ???179。 =366N 疲勞強度安全系數： S= max τ ττ ? [8] 其中τ 0 查表 168 為 b900 S= ?? = 取［ S］ = S≥［ S］故可行。 極限載荷： Flim=Fmax/=[8] 安裝載荷： Fmin=[8]=179。 =+= 中北大學 2021 屆畢業設計說明書 第 10 頁 共 28 頁 彈簧鋼度： Cs=Gd/(8c3 n) [8]=80000179。 （ 8179。 93 179。 11） = 安裝變形量：λ min=Fmin/Cs[8]= 最大變形量：λ max=Fmax/Cs[8]= 極限變形量：λ lim= Flim/Cs[8]= 調節螺栓設計及強度校核 設計條件：調節螺栓的作用：通過旋進或旋出改變緊繩螺栓之間的松緊程度。從而達到改變行程的目的。 因為 該螺栓僅受到導彈簧的拉力，方向近似為軸向，初步取 d=M5，公稱長度根據BM 來定，取 l=12mm,材料選用 45 鋼，性能等級為 33 級，表面處理為鍍鋅鈍化。 1．對 d2 ≥ζ］ψ［ PR4[8]＝ 10341539??≈ 查《機械設計手冊》 [1]表 1413 取［ P］ =10，∴取 d2 =5mm φ =H/ d2 [8]=3, M=φ d2 [8]=5179。 3=15 軸向力 F 取 1539N，根據 BM 的結構取 H=15， ζ取 2．內螺紋的強度校核 τ = DbzFπ [8]= 1539 ???? ≤［τ］ =［σ］ =179。 360=216MPa 查《機械設計手冊》 [3]GB19681 取 P=，則 b=[8]=179。 = 查 《常用金屬材料手冊》 [16]σ s =600MPa, ［σ］ =360MPa 故滿足強度校核 3．螺桿螺紋強度校核 σ ca = 231221 )(3)4 dTdF ?π（ ≤［σ］ [8] 即 2222 153 153 94 ）（）（ ????=185360MPa 中北大學 2021 屆畢業設計說明書 第 11 頁 共 28 頁 T=T2 =[8]=179。 1539179。 5=1539 ∴滿足強度校核，選用 M5